液压缸往复密封圈表面接触应力监测研究*

黎建中 赵秀栩

（武汉理工大学机电工程学院 湖北武汉 430070）

液压缸中的往复动密封主要包括活塞杆密封和活塞密封， 通常由弹性体材料制成， 属于接触式动密封。 在液压缸实际运行过程中， 通过往复动密封与活塞或者活塞杆的过盈配合和油液挤压作用， 在密封圈表面产生接触压力以达到实现密封的功能[1］。 根据流体静密封原理[2］， 往复动密封圈表面接触应力要求满足：

式中：p为流体介质压力；p（x）max为密封圈表面最大接触压力。

密封圈表面接触压力大于介质压力是保证液压缸在静态工况下不发生泄漏的关键。 在动态工况下， 液压缸往复动密封圈表面接触应力p（x） 将随着液压缸活塞杆往复行程的变化而产生周期性的变化。 在实际运行过程中， 由于老化、 磨损、 溶胀等影响因素导致的密封圈性能衰减是一个较为缓慢的过程， 尤其是在该过程的前期密封圈性能变化不显著。 相对于流体泄漏、 油液压力、 振动信号等间接监测量， 密封圈表面接触应力的大小和分布能够直接反映其运行状态， 因此对往复密封圈表面接触应力的实时状态监测和寿命预估更有优势和价值[3］。 但是， 动态工况下液压缸活塞杆往复密封圈表面接触压力监测具有很高的难度。目前， 对液压缸往复动密封的研究主要集中在密封圈的性能分析[4-5］和结构优化[6-7］上， 而对液压缸活塞杆往复密封圈表面接触压力及其变化规律研究较少。由于液压缸的高频往复运动和密封槽的结构限制， 如何在实际运行过程中对Y 形密封圈的接触状态进行监测， 仍是一个有待于解决的问题[3］。

针对这一问题， 本文作者对液压缸Y 形往复密封圈接触应力监测进行研究， 首先通过有限元模拟仿真， 分析了密封圈磨损程度与密封槽内外表面应力之间的关系； 在此基础上采用光纤光栅传感器（FBG）的接触应力测量装置， 获取装配不同磨损程度Y 形密封的接触应力数据， 对密封槽接触应力变化规律进行了试验验证。

1 密封结构有限元仿真分析

1.1 液压缸活塞杆用Y 形密封圈有限元模型

以某液压缸活塞杆用Y 形密封圈为研究对象，该密封圈型号为Y56 mm×71 mm×11.4 mm， 材料为聚氨酯（PU）， 泊松比为0.498， 应变能模型采用两参数的Mooney-Rivlin 模型， 其中的常数C10和C01分别为0.2、 6 MPa。 运用有限元软件ANSYS 建立Y 形密封圈分析模型， 如图1 所示， 对密封结构的接触状态进行分析。

图1 Y 形密封圈密封结构Fig.1 Sealing structure of Y-ring

1.2 边界条件及载荷设置

文中以密封压力10 MPa、 温度22 ℃、 杆速度50 mm／s、 密封圈预压缩率20%、 摩擦因数0.12、 槽厚3 mm、 活塞杆内行程为例， 在ANSYS 仿真软件中分析Y 形密封圈由于磨损而导致的接触状态变化及密封圈表面应力响应规律。 简化的二维模型由3 部分组成： 密封圈、 活塞杆和密封槽（见图1）。 活塞杆和密封槽材料选择常用的45 钢， 弹性模量E＝210 GPa，泊松比为0.3。 Y 形圈密封唇的设计使密封具有良好的自紧和自补偿效果， Y 形圈在压缩变形和油液压力作用下， 密封与活塞杆表面贴合紧密， 接触压力的分布和大小会发生改变， 密封性能相应提高[8］。 往复运动时密封圈唇口与油缸之间形成一层动压油膜， 因为油膜压力和密封圈的接触压力保持平衡， 因此油膜压力分布与接触压力分布接近。 当油膜最大压力大于密封压力时， 起到良好的密封作用； 如若小于密封压力， 液压缸发生外泄漏。

1.3 Y 形密封圈密封结构应力分析

图2 显示了Y 形圈密封结构的von Mises 应力分布。 Y 形密封圈的应力分布主要由截面形状、 密封结构、 油液压力共同决定。 从图2 可见， 应力较大的位置主要位于密封根部和内外唇口， 并且由于动态侧的内唇发生往复摩擦的频率高， 内唇是Y 形圈磨损失效的主要部位， 而密封尺寸的变化会导致密封圈的密封性能下降[9］。 同时可以观察到， 受Y 形圈接触反作用的影响， 密封槽结构发生应力作用， 副密封表面（S1， S2） 和密封槽外表面（SH1， SH2） 均可感应到表面应力变化。 因此可以在不影响液压缸正常运行状态前提下， 通过密封槽的动态响应对Y 形密封圈接触状态进行监测。

图2 Y 形密封圈von Mises 应力分布Fig.2 The von Mises stress distribution of Y-ring

1.4 Y 形密封圈的磨损失效模拟

文中通过改变唇口几何形状来实现唇口截面面积的减小（如图3 所示）， 从而模拟Y 形密封圈内唇磨损的效果。 图3 中， 磨损0 对应无磨损密封圈， 磨损6 对应移除内唇完全磨损的密封圈。 磨损密封相比原始尺寸减少的面积如表1 所示。

表1 仿真模型计算的密封磨损尺寸Table 1 The wear size of seals calculated by simulation model

图3 Y 形圈内唇口磨损模型Fig.3 Model of inner lip wear of Y-ring

2 内唇磨损对密封圈表面应力状态的影响分析

2.1 副密封面接触压力分析

密封结构内接触表面的接触应力大小和分布直接决定密封圈的密封效果。 当密封槽的结构和运行参数没有发生改变， 密封磨损后体积相对减小会导致实际预载荷降低， 进而影响Y 形密封圈的油压自紧效果，这种改变会反映在密封槽的应力响应中。

副密封面S1 和S2 位于密封槽与Y 形密封圈的接触面上， 密封圈径向载荷直接作用于副密封面S1，而密封圈周向载荷则作用于副密封面S2， S1 和S2 的表面应力分布如图4、 5 所示。 副密封面S1 的密封根部两端存在应力集中的现象， 两端应力变化明显但分布杂乱； 根部接触区域2～7 mm 处线性应力值稳定在10 MPa， 与施加的油液压力大小相等。

图4 10 MPa 油压下副密封面S1 接触压力分布Fig.4 Contact stress of subsidiary sealing surface S1 under pressure of 10 MPa

图5 显示在10 MPa 压力作用下， S2 的密封外唇前端接触区域（1.7～5.7 mm 处） 应力几乎没有发生变化， 这是因为Y 形圈外唇受流体压力的作用影响远大于预压缩应力产生的影响； 另外， Y 形密封圈的唇边拐角使静态侧根部不会与密封槽紧密贴合， 内唇磨损会改变密封预压缩后静态侧Y 形开口的开合角度， 故6～12 mm 处的应力变化程度较外唇处大。

图5 10 MPa 油压下副密封面S2 接触压力分布Fig.5 Contact stress of subsidiary sealing surface S2 under pressure of 10 MPa

2.2 密封槽外表面法向应力分析

密封槽外表面SH1 和SH2 分别平行于S1 和S2，不与密封直接接触。 图6 和图7 分别示出了10 MPa油压下密封槽外表面SH1 和SH2 的法向应力分布。对比图4—7， 可以发现相对于S1 和S2， SH1 和SH2 的总体应力值都有所减小， 应力的响应敏感程度因密封槽厚度而有所下降， 但结构削减了应力集中、 间隙挤出对应力分布的影响， 导致外表面SH1和SH2 的线性应力曲线相对规整平滑， 密封槽结构能够起到良好的传感增敏效果， 更有利于对磨损程度的区分。

图6 10 MPa 油压下密封槽外表面SH1 法向应力分布Fig.6 Normal stress on outer surface SH1 of the sealing groove under pressure of 10 MPa

图7 10 MPa 油压下密封槽外表面SH2 法向应力分布Fig.7 Normal stress on outer surface SH2 of the sealing groove under pressure of 10 MPa

Y 形密封圈底部较为平整， 故图6 中密封槽外表面SH1 法向应力波动较小； 由于内唇磨损发生在主密封表面， 因此越靠近活塞杆线性应力的变化水平越大， 因此最靠近活塞杆的位置（10.783 mm） 是径向载荷外表面最佳传感器铺设位置。 外表面SH2 较长且没有受到挤出间隙的影响， 所以与S2 的应力分布较为相似， 都存在2 个波峰（见图7）。 根据应力方差的计算， 唇口处的法向应力值最大但变化不显著，密封腰部对应的位置（11.987 mm 处） 对磨损的响应最敏感， 应力方差值为0.251 288， 因此该处是径向载荷外表面最佳传感器粘贴位置。

表2 给出了10 MPa 油压时不同磨损程度下最佳监测位置法向应力值。

表2 10 MPa 油压时不同磨损程度下最佳监测位置法向应力值Table 2 Normal stress of best monitoring points at pressure of 10 MPa under different wear degrees

由表2 可见， 随着内唇磨损的增加， 密封槽外表面SH1 和SH2 的最佳应力监测位置的应变有先减小后增大再减小的趋势， 在磨损3 时出现最大应力值，在磨损6 时接触压力出现最小应力值。 两处应力监测位置可充分反映整个表面随唇口磨损产生的应力变化， 因此， 尽管监测到的接触压力数据并不具有单调性， 基于接触应力数据的Y 形圈预测性维护是极具吸引力的。 需要注意的是， SH1 和SH2 表面监测点的应力极差分别为5.691 4 和1.416 42 MPa， 从传感器监测敏感度看， 监测径向载荷的SH1 更有利于判断密封磨损程度； 百分比变化幅度分别为38.88%和60.23%，从信号有效性看， 监测周向载荷的SH2 更优。

3 密封接触状态监测试验

由于有限元仿真忽略了弹性流体力学复杂的耦合问题， 存在很大的局限性， 对于灵活性极高的液压往复密封的研究和论证， 试验具有不可取代的作用[10］。仿真结果的验证和密封接触状态监测的实现是极具挑战性的， 目前可行的方法有光纤光栅压力传感器（FBG）[11］、 压敏膜[8］、 压电式力传感器[12］， 这些解决方案一定程度上证明了基于接触状态的密封状态检测的可行性。

3.1 FBG 传感器的选用和布置

在密封槽外表面铺设FBG 传感器是监测接触应力的可行且优异的解决方案， 其优点包括但不限于：（1） FBG 灵敏度高、 适用范围广， 抗流体干扰能力强， 性能稳定， 可实现多点测量[13］； （2） 通过有限元分析即可找出黏贴式FBG 应力传感器的最佳应力监测点， 并以无侵入方式嵌入密封槽中； （3） FBG体积小、 安全可靠， 不受往复行程和油液污染的影响， 易于实现对传感器进行铠装保护。 文中将应力传感器FBG 应用于Y 形密封圈应力监测中， 其中应力传感器FBG1 对应SH1 最佳位置， FBG2 对应SH2 最佳位置。

为保证光纤光栅传感器安装在活塞杆上的方便性和状态监测的有效性， 对液压往复活塞杆的密封结构进行了如图8 所示的改进。 Y 形环5 组装在导套6内， 端盖2 通过螺栓连接到压盖8 和缸筒10， 以实现导套6 的精细固定。 FBG 传感器封装在导套6 背面的凹槽中， 并通过端盖2 上的穿孔引出。 因此， FBG 传感器得到了良好的保护， 不会妨碍液压缸正常运行。

图8 密封结构原理Fig.8 Sealing structure principle

综上分析， 确定密封磨损状态监测的应力传感器布置原则（见图9 （a） ）： 监测径向载荷的FBG1 布置在尽可能靠近活塞杆的测试环侧边； 监测周向载荷的FBG2 布置在对应密封腰部的位置； 用于温度补偿的FBG 传感器套入毛细钢管放置在对应密封根部附近的位置。 图9 （b）、 （c） 示出了利用353ND 环氧黏合剂粘贴光纤光栅传感器的测试环。

图9 液压缸活塞杆用密封测试环Fig.9 Test ring for the rod seal： （a） test ring structure；（b）， （c） physical object of test ring for laying FBG

3.2 液压缸活塞杆用密封圈监测试验

试验运行参数如表3 所示。

表3 试验运行参数Table 3 Operation parameters of the experiment

在不安装密封圈的情况下对三根光纤光栅传感器进行压力标定， 并结合温度补偿、 有限元仿真获取FBG1 和FBG2 的波长-压力关系式[10］。 以活塞杆内行程的接触应力均值为测量值， FBG1 和FBG2 接触压力试验数据见图10 和图11， 可以发现FBG 接触压力随着密封压力的增大而增加； 实际应力测量值总体大于仿真数值， 这一结果与测试环受流体压力作用面积增大有关， FBG 也会受黏接工艺、 黏接材料、 机械振动共同影响。

图11 FBG2 接触应力监测数据Fig.11 Contact stress monitoring data collected by FBG2

如图10、 11 所示， 在2 ～10 MPa 的密封压力范围内， 随着密封圈磨损程度的增加， FBG1 和FBG2的接触应力按非线性非单调规律变化， 变化趋势与表2 有限元分析结果较为一致， 在小磨损阶段唇口少量磨损会增大接触应力值， 并在磨损3 时取得最大值；随着密封圈的继续磨损， 密封腔表面接触应力明显回落， 甚至低于无磨损的密封。

图10 FBG1 接触应力监测数据Fig.10 Contact stress monitoring data collected by FBG1

图12 所示的误差棒图中展示了相同磨损程度、 5种密封压力下接触压力的均值和方差， 以便于观察磨损程度对接触压力监测的变化影响。 Y 形圈内唇在中轻度磨损（对应磨损程度0 ～4） 时FBG1、 FBG2 的方差值变化不大， 油压自紧的效果保持良好， 具有较强的密封效用； 当唇口磨损程度达到5、 6 时， 各压力梯度下的接触压力的离散程度显著减小， 证实了内唇的去除会严重削弱Y 形密封圈油压自紧的效果， 密封预压缩量的减小会减弱密封对密封压力值的响应。

图13 所示的误差棒图中展示了在同一密封压力和不同磨损程度下密封圈表面接触压力的均值和方差， 从而分析密封压力对不同内唇磨损程度密封区分效果的影响。 可以看出密封压力越大接触压力均值也会增大， 由于Y 形圈自紧效果， FBG1、 2 测得的接触应力与密封压力呈正相关； 2 ～10 MPa 范围内， 同一密封压力下的七组磨损样本的测得的接触压力方差不断增大， 意味着Y 形密封圈在中低压工作压力下，增大密封压力有利于对内唇磨损程度的识别， 故障程度判定的敏感度得到了提高。 综合图12 和图13， 可以发现在同一磨损程度／密封压力下FBG1 的接触压力均值和方差值均大于FBG2， 因此尽管周向载荷平行于直接决定密封状态的主密封面， Y 形密封的径向载荷对于密封的运行状态响应较周向载荷更为显著。

图12 磨损程度影响接触压力的误差棒图Fig.12 Error bar plot for wear degree affecting contact pressure： （a） FBG1； （b） FBG2

图13 密封压力影响接触压力的误差棒图Fig.13 Error bar plot for sealing pressure affecting contact pressure： （a） FBG1； （b） FBG2

4 结论

（1） Y 形密封圈内唇磨损会改变密封圈表面接触应力状态， 通过位于密封槽外表面SH1 和SH2 上的最佳监测点得到的接触应力变化可以区分密封圈的磨损程度。

（2） 采用光纤光栅传感器实现了对Y 形密封圈磨损状态的监测， 在5 个密封压力梯度下通过对7 个不同磨损程度的密封圈进行监测试验， 得到了密封圈表面的接触应力变化曲线， 接触应力值随着磨损程度的增加呈现先增大后减小的趋势； 通过误差棒图分析得出： 唇口的去除会减弱密封对密封压力的响应； 在2～10 MPa 的范围内， FBG 对Y 形密封圈磨损的监测灵敏度与密封压力成正比。

（3） 文中主要针对液压缸Y 形密封圈唇口磨损，探讨基于密封圈表面接触应力的液压缸活塞杆用密封圈状态监测方案的可行性， 下一步将针对不同的运行工况下和不同形式的液压缸活塞杆用密封圈状态监测进行深入研究。